【正文】 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)將傳動(dòng)裝置各軸由高速至低速依次定為I、II、III軸以及為相鄰兩軸間的傳動(dòng)比為相鄰兩軸間的傳動(dòng)效率為各軸的輸入功率（kW）為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（kW）為各軸的轉(zhuǎn)速（r/min）則各軸轉(zhuǎn)速：I軸　II軸　III軸　曲柄轉(zhuǎn)軸　各軸輸入功率：I軸　II軸　III軸　曲柄轉(zhuǎn)軸　，則各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩　I軸　II軸　III軸　曲柄轉(zhuǎn)軸　I－比較后綜合考慮，選定電機(jī)型號(hào)為Y250M6，其外形及安半裝尺寸如下：則則電動(dòng)機(jī)所需工作功率根據(jù)手冊(cè)推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比，則總傳動(dòng)比的合理范圍為，故電機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為 r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750，1000，1500 r/min考慮速度太小的電機(jī)價(jià)格、體積、重量等因素，不宜選取根據(jù)工況初采用展開式二級(jí)圓柱齒輪減速，聯(lián)合V型帶傳動(dòng)減速，選用三相籠型異步電機(jī) ，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V　Y型由電機(jī)至抽油桿的總傳動(dòng)效率為：其中，分別為帶傳動(dòng)、軸承、齒輪傳動(dòng)、聯(lián)軸器和四連桿執(zhí)行機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)效率。循環(huán)計(jì)算）；④.找出上沖程過程中的最大值α3max。各式表明四桿長(zhǎng)度均為Ψ和β的函數(shù)∴取Ψ和β為設(shè)計(jì)變量根據(jù)工程需要：若以ψ為設(shè)計(jì)變量，因S= ，則當(dāng)取定ψ時(shí)，可得c。各桿長(zhǎng)0。 a2 + d 2 b2 + c2設(shè)計(jì)約束：(1) θ = 。慢行程，B1 → B2；CD逆時(shí)針擺動(dòng)——C2→C1，下 沖 程 ( 反 行 程 ) ， P2 ，=168176。找出曲柄搖桿機(jī)構(gòu)搖桿的兩個(gè)極限位置。 設(shè)計(jì)要求抽油桿上沖程時(shí)間為8T/15，下沖程時(shí)間為7T/15，則可推得上沖程曲柄轉(zhuǎn)角為192176。執(zhí)行系統(tǒng)方案設(shè)計(jì)：輸入——連續(xù)單向轉(zhuǎn)動(dòng)；輸出——往復(fù)移動(dòng)輸入、輸出周期相同，輸入轉(zhuǎn)1圈的時(shí)間有急回。減速傳動(dòng)系統(tǒng)方案很多，以齒輪減速器減速最為常見且設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單，有時(shí)可以綜合帶傳動(dòng)的平穩(wěn)傳動(dòng)特點(diǎn)來設(shè)計(jì)減速系統(tǒng)。方案分析：，進(jìn)行抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)，確定減速傳動(dòng)系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)的組成。6. 編寫機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)報(bào)告。4. 選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)，分配減速傳動(dòng)系統(tǒng)中各級(jí)傳動(dòng)的傳動(dòng)比，并進(jìn)行傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的工作能力設(shè)計(jì)計(jì)算。2. 根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)和設(shè)計(jì)要求，采用優(yōu)化算法進(jìn)行執(zhí)行系統(tǒng)(執(zhí)行機(jī)構(gòu))的運(yùn)動(dòng)尺寸設(shè)計(jì)，優(yōu)化目標(biāo)為抽油桿上沖程懸點(diǎn)加速度為最小，并應(yīng)使執(zhí)行系統(tǒng)具有較好的傳力性能。油井工況為：上沖程時(shí)間下沖程時(shí)間沖程S(m)沖次n(次/min)懸點(diǎn)載荷P(N)8T/157T/1514懸點(diǎn)——執(zhí)行系統(tǒng)與抽油桿的聯(lián)結(jié)點(diǎn)懸點(diǎn)載荷P(kN)——抽油機(jī)工作過程中作用于懸點(diǎn)的載荷抽油桿沖程S(m)——抽油桿上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)的最大位移沖次n(次/min)——單位時(shí)間內(nèi)柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的次數(shù)懸點(diǎn)載荷P的靜力示功圖——在柱塞上沖程過程中，由于舉升原油，作用于懸點(diǎn)的載荷為P1，它等于原油的重量加上抽油桿和柱塞自身的重量；在柱塞下沖程過程中，原油已釋放，此時(shí)作用于懸點(diǎn)的載荷為P2，它就等于抽油桿和柱塞自身的重量。常用的有桿抽油設(shè)備由三部分組成：一是地面驅(qū)動(dòng)設(shè)備即抽油機(jī)；二是井下的抽油泵，它懸掛在油井油管的下端；三是抽油桿，它將地面設(shè)備的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳遞給井下抽油泵。抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)目錄： 1．設(shè)計(jì)任務(wù)(1)2．設(shè)計(jì)內(nèi)容(2)3．方案分析(2)4．設(shè)計(jì)目標(biāo)(3)5．設(shè)計(jì)分析(3)6．電機(jī)選擇(7)7． V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)(10)8．齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)(11)9．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(19)10．軸承壽命校核(21)11．心得與總結(jié)(25)12．附錄(26)機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)任務(wù)：抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì) 抽油機(jī)是將原油從井下舉升到地面的主要采油設(shè)備之一。抽油機(jī)由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，經(jīng)減速傳動(dòng)系統(tǒng)和執(zhí)行系統(tǒng)（將轉(zhuǎn)動(dòng)變換為往復(fù)移動(dòng)）帶動(dòng)抽油桿及抽油泵柱塞作上下往復(fù)移動(dòng)，從而實(shí)現(xiàn)將原油從井下舉升到地面的目的。 假設(shè)電動(dòng)機(jī)作勻速轉(zhuǎn)動(dòng)，抽油桿（或執(zhí)行系統(tǒng)）的運(yùn)動(dòng)周期為T。設(shè)計(jì)內(nèi)容：1. 根據(jù)任務(wù)要求，進(jìn)行抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)總體方案設(shè)計(jì)，確定減速傳動(dòng)系統(tǒng)、執(zhí)行系統(tǒng)的組成，繪制系統(tǒng)方案示意圖。3. 建立執(zhí)行系統(tǒng)輸入、輸出(懸點(diǎn))之間的位移、速度和加速度關(guān)系，并編程進(jìn)行數(shù)值計(jì)算，繪制一個(gè)周期內(nèi)懸點(diǎn)位移、速度和加速度線圖(取抽油桿最低位置作為機(jī)構(gòu)零位)。5. 對(duì)抽油機(jī)機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，繪制裝配圖及關(guān)鍵零件工作圖。該系統(tǒng)的功率大，且總傳動(dòng)比大。在這里我選用帶傳動(dòng)加上齒輪二級(jí)減速。常見可行執(zhí)行方案有很多種，我選用“四連桿（常規(guī)）式抽油機(jī)”機(jī)構(gòu)。設(shè)計(jì)目標(biāo)： 以上沖程懸點(diǎn)加速度為最小進(jìn)行優(yōu)化，即搖桿CD順時(shí)針方向擺動(dòng)過程中的α3max最小，由此確定a、b、c、d。設(shè)計(jì)分析：執(zhí)行系統(tǒng)設(shè)計(jì)分析：下沖程曲柄轉(zhuǎn)角為168176。CD順時(shí)針擺動(dòng)——C1→C2，上 沖 程 ( 正 行 程 ) ， P1 ，=192176?？煨谐蹋珺2→ B1。曲柄轉(zhuǎn)向應(yīng)為逆時(shí)針，Ⅱ型曲柄搖桿機(jī)構(gòu) 極位夾角　　?。?）行程要求通常取e/c= S = eψ =(3)最小傳動(dòng)角要求(4) 其他約束整轉(zhuǎn)副由極位夾角保證。其中極位夾角約束和行程約束為等式約束，其他為不等式約束。Ⅱ型曲柄搖桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)：根據(jù)c、ψ作圖，根據(jù)θ作圓η，其半徑為r。優(yōu)化計(jì)算：①.在限定范圍內(nèi)取ψ、β，計(jì)算c、a、d、b，得曲柄搖桿機(jī)構(gòu)各構(gòu)件尺寸；②.判斷最小傳動(dòng)角；③.取抽油桿最低位置作為機(jī)構(gòu)零位：曲柄轉(zhuǎn)角β=0，懸點(diǎn)位移S=0，求上沖程曲柄轉(zhuǎn)過某一角度時(shí)搖桿擺角、角速度和角加速度α3（176。對(duì)于II型四桿機(jī)構(gòu)，已知桿長(zhǎng)為a,b,c,d，原動(dòng)件a的轉(zhuǎn)角及等角速度為(,n 為執(zhí)行機(jī)構(gòu)的輸入速度)⑴. 從動(dòng)件位置分析（如圖所示），為AD桿的角度機(jī)構(gòu)的封閉矢量方程式為：　　　　　　　　　　　　　　　　　?。ǎW拉公式展開令方程實(shí)虛部相等　　　　　　　　　　　　?。ǎ┫サ?，　　　　　　　　　　　　?。ǎ┢渲小∮忠?yàn)椤〈耄ǎ┑藐P(guān)于的一元二次方程式，解得　　　　　　　　　　　　　　?。ǎ〣構(gòu)件角位移可求得　　　　　　　　　?。ǎ疲俣确治鰧?duì)機(jī)構(gòu)的矢量方程式求導(dǎo)數(shù)得　　　　　　　　　　　　　　　?。ǎ⑸鲜絻蛇叿謩e乘以或得或　　　　　　　（）＆（）⑶加速度分析將（）式對(duì)時(shí)間求導(dǎo)得　　　　　　　　　?。ǎ?duì)上式兩邊同乘或得或 應(yīng)用網(wǎng)格法編程計(jì)算可得（具體程序見附錄）　　a=　；b=c=　；d=則e==電機(jī)選擇：①M(fèi)atlab分析，懸點(diǎn)最大速度在上沖程且rad/s，則m/s　。預(yù)選滾子軸承，8級(jí)斜齒圓柱齒輪，考慮到載荷較大且有一定沖擊，兩軸線同軸度對(duì)系統(tǒng)有一定影響，可考慮用齒輪聯(lián)軸器。電機(jī)型號(hào)功率kW轉(zhuǎn)速r/min380V時(shí)電流A效率%功率因素額定轉(zhuǎn)矩額定電流最大額矩dBdB/A凈重KgY250M6559839187465Y225M455147689380機(jī)座號(hào)ABCDEFxGDGH250M4063491687514020x12250KAAABACADBBHAHDL2410051055041045530600825查表初選＝375mm大輪準(zhǔn)直徑，在允許范圍內(nèi)?、?驗(yàn)算帶速v④ 確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度⑴初定中心距　　　　　　　　　　⑵帶長(zhǎng)　初選　 ∴　 查表取 ⑶實(shí)際中心距實(shí)際中心距調(diào)節(jié)范圍推薦值為：⑤ 驗(yàn)算小帶輪包角 i=，由表線性插值得 則單根普通V帶的初拉力 D帶1. 選取齒輪的材料、熱處理及精度設(shè)工作壽命10年（每年工作300天）(1)齒輪材料及熱處理大小齒輪材料選用20CrMnTi。有圖查得，齒面最終成型工藝為磨齒。(1) 確定齒數(shù)z取，傳動(dòng)比誤差 　允許(3) 初選螺旋角 (5) b=40mm,由表查得，初取b/h=6,再查圖得=； 齒間載荷分配系數(shù)，由表查得 載荷系數(shù)K (6) 重合度系數(shù)端面重合度近似為：則(8) (9) 圓周速度 ，由圖查得按，由表查得，又因b/h=b/()=59/(*5)=，不變又和不變，則K=故無須校核大小齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。 (2) 許用接觸應(yīng)力試驗(yàn)齒輪的齒面疲勞極限 壽命系數(shù) ，由圖查得尺寸系數(shù) ，；安全系數(shù)則許用接觸應(yīng)力取(4) 0．齒面滲碳淬火，齒面硬度為５６～６２HRC，～。(2)齒輪精度　?。讣?jí)２．初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸因所選為硬齒面?zhèn)鲃?dòng)，它具有較強(qiáng)的齒面抗點(diǎn)蝕能力，故先按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度。 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩(2) 初選齒寬系數(shù)按非對(duì)稱布置，由表查得=(4) 載荷系數(shù) K使用系數(shù)，由表查得動(dòng)載荷系數(shù),估計(jì)齒輪圓周速度v=5m/s,則由圖表查得=； 齒向載荷系數(shù)，預(yù)估齒寬 齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) 當(dāng)量齒數(shù) 查表(7) 螺旋角系數(shù)軸向重合度 許用彎曲應(yīng)力安全系數(shù)由表查得小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查表得壽命系數(shù) ，實(shí)驗(yàn)齒輪應(yīng)力修正系數(shù) 由圖表預(yù)取尺寸系數(shù) 許用彎曲應(yīng)力 比較取(10)計(jì)算模數(shù)按表圓整模數(shù)，取(11)初算主要尺寸初算中心距 , 取a=476mm修正螺旋角 分度圓直徑 齒寬 ，取 齒寬系數(shù) (12)驗(yàn)算載荷系數(shù) K3．校核齒面接